Расчет механизмов - козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн

Содержание

1 Введение 2

2 Исходные данные 3

3 Расчёт механизма подъема груз 4

4 Расчёт механизма перемещения кран 10

5 Расчёт механизма перемещения тележки 14

6 Выбор приборов безопасности 18

7 Литератур 19

 

Введение

Козловые краны применяют для обслуживания открытых складов и погрузочных площадок, монтажа сборных строительных сооружений и оборудования, промышленных предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных контейнеров и длинномерных грузов. Козловые краны выполняют преимущественно крюковыми или со специальными захватами.

В зависимости от типа моста, краны делятся на одно- и двухбалочные. Грузовые тележки бывают самоходными или с канатным приводом. Грузовые тележки двухбалочных кранов могут иметь поворотную стрелу.

Опоры крана станавливаются на ходовые тележки, движущиеся по рельсам. Опоры козловых кранов выполняют двухстоечными равной жёсткости, или одну -жёсткой, другую -гибкой(шарнирной).

Для механизмов передвижения козловых кранов предусматривают раздельные приводы. Приводными выполняют не менее половины всех ходовых колёс.

Обозначение по ГОСТ : Кран козловой 540-33 ГОСТ 7352-75

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходные данные.

Таблица № 1.

Грузоподъемность крана	8 тонн
Пролет	25 метров
Высот консолей	4,5 метра
Скорость подъема груза	0,2 м/с
Скорость передвижения тележки	38 м/мин
Скорость передвижения крана	96 м/мин
Высот подъема	9 метров
Режим работы	5к

Расчет механизма подъема груза.

Механизм подъёма груза предназначен для перемещения груза в вертикальном направлении. Он выбирается в зависимости от грузоподъёмности.

Привод механизма подъёма и опускания груза включает в себя лебёдку механизма подъёма. Крутящий момент, создаваемый электродвигателем передаётся на редуктор через муфту. Редуктор предназначен для уменьшения числа оборотов и величения крутящего момента на барабане.

Барабан предназначен для преобразования вращательного движения привода в поступательное движение каната.

Усилие в канате набегающем на барабан, H:

Fб<=Qg/zu_n0=8*9,81/2*2*0,99=19818

где: Q<-номинальная грузоподъемность крана, кг;

z - число полиспастов в системе;

u_n Ц кратность полиспаста;

h₀ Ц общий КПД полиспаста и обводных блоков;

Поскольку обводные блоки отсутствуют, то

0=п=(1 - бл^Uп)/n(1-бл)=(1-0,98²)/2*(1-0,98)=0,99

Расчетное разрывное силие в канате при максимальной нагрузке на канат Fк=Fб=19818 Н и

F³Fк*

где: Fк - наибольшее натяжение в канате (без чета динамических

нагрузок), Н;

k - коэффициент запаса прочности (для среднего режима работы

Принимаем канат по ГОСТ 2688 - 80 двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19(1+6+6/6+1 о.с) диаметром 15 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1764 Мпа разрывное силие F<=125500 Н.

Канат - 11 - Г - 1 - Н - 1764 ГОСТ 2688-80

Фактический коэффициент запаса прочности:

k_ф=F/Fб<=125500/19818=6,33>k=5,5

Требуемый диаметр барабана по средней линии

навитого стального каната, мм

D³d*e=15*25=375

где: d - диаметр каната

е - коэффициент зависящий от типа машины, привода механизма и

режима работы машины механизма.

Принимаем диаметр барабана D<=400 мм.

Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при 1=2 и

z₂=3, м:а

Lк=H*Uп+

1+2)=9*2+3,14*0,4(2+3)=24,28

где: Н - высот поднимаемого груза;

Uп - кратность полиспаста;

D - диаметр барабана по средней линии навитого каната;

1 - число запасных ( неиспользуемых ) витков на барабане до места

крепления: (1=1,Е2)

2 - число витков каната, находящихся под зажимным стройством на

барабане: 2=Е4.

Рабочая длина барабана, м:

Lб<=L_k*t/

где: L_к - длина каната, навиваемого на барабан;

d - диаметр каната;

Полная длина барабана, м:

L<=2Lб+

Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м:

d_min=0,02Dб+(0,00Е0,01)=0,02*0,389+0,00Е0,01=0,014

<=0,018

Принимаем d<=16 мм.

Dб=D - d<=0,4 Ц 0,015=0,385 м.

Приняв в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 (d_в=650 Мпа,

[d_сж]=130 Мпа) найдем напряжения сжатия стенки барабана:

d_сж=Fб/сж] = 19818/17*10^-3*16*10^-3 = 72,86 Мпа<130 М

где: Fб - усилие в канате, Н;

t - шаг витков каната на барабане, м;

[d_сж] - допускаемое напряжение сжатия для материала барабана; Статическая мощность двигателя при

г/10³*

где: Q - номинальная грузоподъемность, кг;

_г - скорость подъема груза, м/с;

h - КПД механизма

Номинальная мощность двигателя принимается равной или несколько меньше статической мощности. Из таблицы <.3.5 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF - 311 - 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=13 кВт и частоту вращения -1. Момент инерции ротора Ip<=0,225 кг*м² максимальный пусковой момент двигателя Т

Частот вращения барабана (мин^-1):

б=60г*Uп/

где: Uп - кратность полиспаста;

Dрасч - расчетный диаметр барабана, м.

Общее передаточное число привода механизма:

U=n/n_б=935/19,1=148,93

Расчетная мощность редуктора на быстроходном валу, кВт:

Рр=р*Р = 1*18,46=18,46

где: р - коэффициент, учитывающий условия работы редуктора;

- наибольшая мощность передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма.

Из таблицы <.4.2 по передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера Ц2 - 400 с передаточным числом Uр =50,94 и мощностью на быстроходном валу при среднем режиме работы Рр = 19,4 кВт

Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска с четом того, что на барабан навиваются две ветви каната при б=0,94 и

h_пр=0,9 (ориентировочно), Н*м:

Тс=Fб*г/2б*пр=19818*2*0,4/2*50,94*0,94*0,9=183,94

Номинальный момент передаваемый муфтой принимается равным моменту статических сопротивлений Т_м^ном=Т_с=135 Н*м.

Номинальный момент на валу двигателя Н*м:

Т_ном=955Р/

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*1*2=183,94*1,3*1,2=286,94

Выбираем по таблице 5.9 втулочноЦпальцевую муфту №1 с тормозныма шкивом диаметром Dт=200 мм, и наибольшим передаваемым крутящим моментом 500 Н*м.

Момент инерции муфты Iм=0,125 кг*м². Момент инерции ротора и муфты I<=Iр+Iм=0,225+0,0125=0,35 кг*м²

Средний пусковой момент двигателя при

Тпуск=Тср.п=(max+min)*Tном/2=(2,41+1,4)*132,78/2=252,9

где: max=T_мах/Т_ном=320/132,78=2,41

min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя:

min=1,Е1,4

Т_мах- максимальный пусковой момент двигателя, Н*м,

Т_ном- номинальный момент двигателя, Н*м,

Время подъема и опускания груза

п=(d*I*ср.п-Т_с))+9,55*Q*2/ср.п-Т_с)*

<=(1,1*0,35*935/9,55(252,94-183,94))+

+9,55*8*0,194²/935(252,94-183,94)=1,14

где:а Тср.п - средний пусковой момент двигателя, Н*м

Тс - момент статического сопротивления соответственно на валу двигателя при пуске.

Фактическая частот вращения барабана по формуле, мин^-1:

б^ф=n/u_р=935/50,94=18,354

Фактическая скорость подъема груза, м/с:

г^ф=

расч*б^ф/60п=3,14*0,4*18,54/60*2=0,194

где:а п - кратность полиспаста

D_расч- расчетный диаметр барабана

Эта скорость отличается от ближайшего значения 0,2 м/с из стандартного ряда на допустимую величину.

скорение при пуске, м/с²:

а=г^ф/п=0,194/1,14=0,17

Рис. 1. средненный график загрузки механизма подъема

0 0,2 0,4 0,6 0,8

Из графика средненной загрузки механизма определим моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска при подъеме и опускании груза в различные периоды работы механизма. Согласно графику, за время цикла (подъем и опускание груза) механизм будет работать с номинальным грузом Q<=8 кг - 1 раз.

0,5Q<=4 кг - 5 раз.

0,2Q<=1600 кг - 1 раз.

0,05Q<=400 кг - 3 раза.

Таблица № 2. - Моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска

Наименование показателя	Обозна-чение	Едини- ца	Результаты расчета при массе поднимаемого груза, кг
8	4	1600	400
КПД Натяжение каната у барабана при подъеме груза Момент при подъеме груза Время пуска при подъеме Натяжение каната у барабана при опускании груза Момент при опускании груза Время пуска при опускании	h Fб Тс tп Fcоп Tсоп tоп	- Н Н*м С Н Н*м с	0,85 19818 183,94 1,14 19423 140 0,09	0,8 9909 97,902 0,34 9711 70 0,11	0,65 3963 45,52 0,27 3884,8 28 0,13	0,5 990 14,45 0,22 971 6,9 0,14

В таблице избыточный момент при опускании груза - сумма среднего пускового момента двигателя и момента статических сопротивлений механизма при опускании груза.

Средняя высот подъема груза составляет 0,Е0,8 номинальной высоты Н=9м. Примем Нср=0,8*Н=0,8*9=7,2 м.

Время становившегося движения, с:

y<=Нср/г=7,2/0,194=37,11

Сумма времени пуска при подъеме и опускании груза за цикл работы механизма, с:

åп=1,14+5*0,34+1*0,27+3*0,22+0,09+5*0,11+1*0,13+3*0,14=4,96

Общее время включений двигателя за цикл с:

åy+åп=2*10*37,11+4,96=747,16

Среднеквадратичный момент Н*м

Т_ср=²*4,96+(183²+5*97²+45²+3*14²+140²+5*70²+28²+3*6,9²)/747,16)=52,3

где: åп - общее время пуска механизма в разные периоды работы с различной нагрузкой, с;

åТ²_сy - сумма произведений квадрата моментов статических сопротивлений движению при данной нагрузке на время становившегося движения при этой нагрузке.

å

Среднеквадратическая мощность двигателя, кВт;

Р_ср=Т_ср^п/9550=52,3*935/9550=5,12 кВт

где: Тср - среднеквадратичный момент преодолеваемый электродвигателем.

Во избежание перегрева электродвигателя необходимо, чтобы

развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность довлетворяла словию Рср £ Рном 13 £ 5,12 - словие соблюдается

Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма, Н*м:

Тс=Fб*г*б*т /2т =19818*2*0,4*0,98*0,85/2*50,94=129,63

где: т Ц КПД привода от вала барабана до тормозного вала;

u_т - общее передаточное число между тормозным валом и валом барабана.

Необходимый по нормам Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом при т=1,75*Тт=1,75*129,63=226,852 Н*м.

Из таблицы <.5.11 выбираем тормоз ТКТ - 300/200 с тормозным моментом 240 Н*м, диаметром тормозного шкива Dт=300 мм. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент Тт=240 Н*м.

У механизма подъема груза фактическое время торможения при опускании, с:

п=(d*I*т-Т_с))+9,55*Q*2/т-Т_с)*2*0,85/935(226-129)=0,41

Для среднего режима работы находим путь торможения механизма подъема груза, м:

S<=г^ф/1,7=0,194/1,7=0,11

Время торможения в предположении что скорости подъема и опускания груза одинаковы, с:

t_т^max=S/0,5v_г^ф=0,11/0,5*0,194=1,17>t_т=0,54

Замедление при торможении, м/с²:

а_т=г^ф/т=0,194/0,41=0,47

Расчет механизма передвижения крана.

Механизм передвижения крана служит для перемещения крана по рельсам.

Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=720 мм.

Коэффициент качения ходовых колес по рельсам

Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм:

D_к=0,2*720=144. Примем также р=2,5

Общее сопротивление передвижению крана, Н:

F_пер=F_тр=p(k<+2k<=2,5(22+8)*

9,81(0,020*0,14+2*0,6)/0,720=4087,5

Статическая мощность привода при

пер*пер/10³*

где: F_пер - сопротивление передвижению крана, кг;

_пер - скорость передвижения крана, м/с;

h - КПД механизма

Т.к привод механизма передвижения крана раздельный, то выбираем двигатель приблизительно в два раза по мощности меньше расчетной. Из таблицы <.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF Ц - 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения -1. Момент инерции ротора Ip<=0,048 кг*м².

Номинальный момент на валу двигателя Н*м.

Т_ном=955Р/

Частот вращения вращения ходового колеса (мин^-1):

б=60пер/

где:а пер - скорость передвижения крана;

Dк - расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода:

U=n/n_к=870/42,46=20,48

Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть становлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК - 475 передаточное число p<=19,68 и

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м

Тм=Тс=F_перD_к/2рh<=2043*0,720/2*19,68*0,85=43,98

а

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*1*2=43,98*1,2*1,2=62,3

Выбираем по таблице <.5.6 втулочно - пальцевую муфту

Момент инерции муфты, кг*м²:

Iм=0,1*2=0,1*2*0,1=0,002

Фактическая скорость передвижения крана, м/с:

пер^ф=пер*p<=1,6*20,48/19,68=1,66а - отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами

коэффициент запаса сцепления j=1,1.

Вычисляем максимально допустимое ускорение крана при пуске в предположении, что ветровая нагрузка F^p<=0, м/с²

max<=[(пр((j)+(kk))/k)pk)*

<=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,144/0,720))/4-

-(2*0,6+0,02*0,144)*2,0/0,720)*9,81=0,66

где: пр- число приводных колес;

работе на открытом воздухе

f - коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках

опор вала ходового колеса

m - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м;

d_k - диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

k_p - коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колеса

Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

Тср.п=(max+min)*Tном/2=(2,25+1,1)*43,98/2=93,66

где: min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя:

min=1,Е1,4

Наименьшее допускаемое время пуска по словию сцепления, с:

доп=v/a_max=1,66/0,66=2,515

Момент статических сопротивлений при работе крана без груза, Н*м:

Тс=FТ_перD_к/2рh<=2445,96*0,72/2*19,68*0,85=52,6

Момент инерции ротора двигателя Iр=0,048 кг*м² и муфты быстроходного вала Iм=0,002

I=Ip+Iм<=0,048+0,002=0,050 кг2

Фактическое время пуска механизма передвижения без груза, с:

п=(d*I*ср.п-Т_с))+9,55*Q*2/ср.пТ_с)*

=(12*0,05*870/9,55(93,66-52,6))+9,55*11*1,66²/870(93,66- 52,6)*0,85=7,95 с

Фактическое скорение крана без груза, м/с²

а_ф=V_пер/п=1,66/7,95=0,208<max<=0,66 м/с²

Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:

А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н:

F_пр=пр*

Б) сопротивление передвижению крана без груза, Н: FТ_пер=p*k<+2k<=2*22*9,81*(0,02*0,144+2*0,6)/0,720=

= 2445,96

Определим фактический запас сцепления:

k_j=Fпр*пр*kk)=

=107910*0,12/2445,96+22*9,81((0,208/9,81)-2*0,02*0,144/4*0,72)=1,34>1,2

Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление крана при торможении, м/с²:

max^т=((пр((j)-(kk))/k)/D_k)*

По таблице принимаем а_мах^т=0,15 м/с²

Время торможения крана без груза, с:

t<=V^ф_пер/а_мах^т=1,66/0,15=11,06

Сопротивление при торможении крана без груза, Н:

F_тр^т=k<+2k<=22*9,81(0,02*0,144+2*0,6)/0,720=1,98

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана, Н*м:

Т_с^т<=F^т_тр*D_k*p=1,98*0,720*0,85/2*19,68=19,01

Момент сил инерции при торможении крана без груза, Н*м:

Т_ин^т<=(d*I*n/9,55*t_т)+9,55*m*v^2*т=

=(1,2*0,05*870/9,55*11,06)+9,55*22*1,66²*0,85/870*

*11,06=51,63

где: т- время торможения механизма, с:

Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н,м:

Т_р^т=Т_ин^т Ц Т_с^т=51,63-11,06=40,57

Из таблицы < 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ - 160 с диаметром тормозного шкива D_т=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.

Минимальная длина пути торможения, м:

S=V²/R=1,66²/0,9=3,06

Фактическая длина пути торможения, м:

S_ф=0,5*т=0,5*1,66*11,06=9,17

Расчет механизма передвижения грузовой

тележки.

Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=360 мм.

Коэффициент качения ходовых колес по рельсам

Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм:

D_к=0,2*360=72 Примем также р=2,5

Общее сопротивление передвижению крана, Н:

F_пер=F_тр=p(k<+2k<=2,5(3200+8)*

9,81(0,02*0,072+2*0,6)/0,36=2014,31

Статическая мощность привода при

пер*пер/10³*

где: F_пер Ц общее сопротивление передвижению тележки, Н;

_пер - скорость передвижения грузовой тележки, м/с;

h - КПД механизма

Из таблицы <.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF - 011-16 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Р=1,7 кВт и частоту вращения -1. Момент инерции ротора Ip<=0,02 кг*м².

Номинальный момент на валу двигателя Н*м:

Т_ном=955Р/

Частот вращения вращения ходового колеса (мин^-1):

б=60пер/

где:а пер - скорость передвижения тележки м/с;

Dк - расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода:

U=n/n_к=835/32,89=25,38

Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть становлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК - 475 передаточное число p<=29,06 и

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м:

Тм=Тс=F_перD_к/2рh<=2014,31*0,36/2*29,06*0,85=14,67

а

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*1*2=14,47*1,2*1,2=21,12

Выбираем по таблице <.5.6 втулочно - пальцевую муфту

Момент инерции муфты, кг*м²:

Iм=0,1*2=0,1*2*0,09=0,018

Фактическая скорость передвижения тележки, м/с:

пер^ф=пер*p<=0,63*25,38/29,06=0,55 - отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами

коэффициент запаса сцепления j=1,1.

Вычисляем максимально допустимое ускорение грузовой тележки при пуске в предположении, что ветровая нагрузка F^p<=0, м/с²

max<=[(пр((j)+(kk))/k)pk)*

<=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,072/0,36))/4-

-(2*0,6+0,02*0,072)*2,5/0,36)*9,81=0,46 м/с²

где: пр- число приводных колес;

работе на открытом воздухе

f - коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках

опор вала ходового колеса

m - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м;

d_k - диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

k_p - коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колеса

Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

Тср.п=(1,Е1,6)*Tном=1,5*19,44=29,16

Наименьшее допускаемое время пуска по словию сцепления, с:

доп=v/a_max=0,55/0,464=1,185

Момент статических сопротивлений при работе тележки без груза Н*м:

Тс=FТ_перD_к/2рh<=575*0,36/2*29,0,6*0,85=4,150

Момент инерции ротора двигателя Iр=0,02 кг*м² и муфты быстроходного вала Iм=0,018

I=Ip+Iм<=0,02+0,018=0,038 кг2

Фактическое время пуска механизма передвижения тележки

с грузом, с:

п.г=(d*I*ср.п-Т_с))+9,55*(Q<+т)*2/ср.п-Т_с)*

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-14,67))+9,55*

*(8+3200)*0,55²/835(29,16-14,67)*0,85=5,42

Фактическое время пуска механизма передвижения тележки

без груза, с:

п.г=(d*I*ср.п-Т_с))+9,55*т*2/ср.п-Т_с)*

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-4,150))+9,55*

*3200*0,55²/835(29,16-4,150)*0,85=2,3

Фактическое скорение грузовой тележки без груза, м/с²

а_ф=V_пер/п=0,55/2,3=0,23

Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:

А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н:

F_пр=пр*

Б)а суммарную нагрузку на привод колеса с грузом, Н:

F_пр=пр*

В) сопротивление передвижению грузовой тележки без груза, Н:

FТ_пер=p*k<+2k<=2,5*3200*9,81*(0,02*0,072+2*0,6)/0,36=

= 575,5

C) сопротивление передвижению грузовой тележки с грузом, Н:

FТ_пер=p*k<+2k<=2,5*(3200+8)*9,81*(0,02*0,072+2*0,6)/

Определим фактический запас сцепления:

k_j=Fпр*пр*kk)=

=15696*0,15/575,5+3200*9,81((0,23/9,81)-2*0,02*0,072/4*0,36)=1,2

Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление грузовой тележки при торможении, м/с²:

max^т=((пр((j)-(kk))/k)/D_k)*2

По таблице принимаем а_мах^т=0,15 м/с²

Время торможения грузовой тележки без груза, с:

t<=V^ф_пер/а_мах^т=0,55/0,15=3,66 с.

Сопротивление при торможении грузовой тележки без груза, Н:

F_тр^т=k<+2k<=3200*9,81(0,02*0,072+2*0,6)/0,36=230,208 H.

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении грузовой тележки, Н*м.

Т_с^т<=F^т_тр*D_k*p=230,208*0,36*0,85/2*29,6=1,189

Момент сил инерции при торможении грузовой тележки без

груза, Н*м:

Т_ин^т<=(d*I*n/9,55*t_т)+9,55*m*v^2*т=

=(1,2*0,038*835/9,55*3,66)+9,55*3200*0,55²*0,85/830*

*3,66=3,6

где: т- время торможения механизма, с:

Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н*м:

Т_р^т=Т_ин^т Ц Т_с^т=3,6 - 1,89 =1,77

Из таблицы < 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ - 160 с диаметром тормозного шкива D_т=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.

Минимальная длина пути торможения, м:

S=V²/R=0,55²/1,7=0,17а

Фактическая длина пути торможения, м:

S_ф=0,5*т=0,5*0,55*3,66=1,0065а >1м

Выбор приборов безопасности

Ограничители высоты подъема грузозахватного стройства.

В качестве исполнительных стройств этих ограничителей применяют преимущественно рычажные и шпиндельные конечные выключатели.

В мостовых и козловых кранах с приводными грузовыми тележками, так же в стреловых кранах с подъемной стрелой при использовании рычажных выключателей к его рычагу крепят штангу которая может перемещаться в направлении движения рычага выключателя и держивать рычаг в стойчивом положении при замкнутых контактах.

Движение штанги в боковом направлении ограничено направляющей. При подходе к крайнему верхнему положению обойма грузового крюка поднимает штангу, которая воздействует на рычаг конечного выключателя, отключает привод механизма подъема груза.

поры и буфера.

Тупиковые поры, становленные на концах рельсового кранового пути, предназначены для ограничения пути передвижения крана.

Стационарный пор для рельсовых путей козловых кранов грузоподъемностью 8-15 т листовой стальной щит силенный средними и боковым ребром.

Щит и ребра приварены к основанию. Снизу в щите имеется вырез, обеспечивающий становку пора под рельсами. К щиту болтами прикреплен амортизатор. Основание пора крепится на деревянных шпалах рельсового пути костылем, а ребро направлено к рельсу.

Буфера предназначены смягчения возможного дара грузоподъемной машины об поры. Они могут быть выполнены эластичными, пружинными, пружинно - фрикционными и гидравлическими. В зависимости от установки буфера они могут быть подвижными, неподвижными, и комбинированными. На грузовых тележках кранов подвижные буфера закреплены на боковых сторонах рамы. Эти буфера перемещаются при работе крана вместе с крановым мостом и грузовой тележкой.

ЛИТЕРАТУРА

1. Справочник по расчетам механизмов подъемно - транспортных машин. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон. Высшая школа, 1983 г.

2. Справочник по кранам. Александров М.П., Гохберг М.М., том 1,2. -Л: Машиностроение,1988.

3. Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций., под ред. Александрова М.П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987.